機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)報(bào)告說明書

1、-目錄一設(shè)計(jì)任務(wù)書2二 傳動(dòng)方案的分析3三 電動(dòng)機(jī)的選擇，傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4四傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算8五軸的計(jì)算13六 軸承的選擇和校核17七 聯(lián)軸器的選擇18八鍵聯(lián)接的選擇和校核19九 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇20十 減速器箱體設(shè)計(jì)及的選擇和說明21十一設(shè)計(jì)小結(jié)25參考資料26一 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)題目 帶式運(yùn)輸機(jī)的減速傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)二、主要容 決定傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)方案；選擇電動(dòng)機(jī)，計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)；傳動(dòng)零件以及軸的設(shè)計(jì)計(jì)算；軸承、聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗(yàn)計(jì)算；機(jī)體構(gòu)造及其的設(shè)計(jì)；繪制裝配圖及零件圖；編寫計(jì)算說明書并進(jìn)展設(shè)計(jì)辯論。三、具體要求原始數(shù)據(jù)

2、：運(yùn)輸帶線速度v =0.75m/s 運(yùn)輸帶牽引力F= 4100N驅(qū)動(dòng)滾筒直徑D= 275 mm工作條件：使用期5年，雙班制工作，單向傳動(dòng)；載荷有輕微振動(dòng)；運(yùn)送煤、鹽、砂、礦石等松散物品。二 傳動(dòng)方案的分析傳動(dòng)方案見圖如下：1 電動(dòng)機(jī)，2彈性聯(lián)軸器，3兩級圓柱齒輪減速器，4高速級齒輪，5低速級齒輪 6卷筒方案分析:由計(jì)算可知電機(jī)的轉(zhuǎn)速的圍為:416.6962083.48r/min.由經(jīng)濟(jì)上考慮可選擇常用電機(jī)為1000r/min .功率為4kw.又可知總傳動(dòng)比為18.4.如果電機(jī)輸出軸上采用帶傳動(dòng),再連接減速箱，則減速器的傳動(dòng)比為510,在這個(gè)傳動(dòng)比下，用二級圓柱齒輪減速器則傳動(dòng)比太小,而一級齒輪

3、減速器則有點(diǎn)過大,從而使得齒輪過大,箱體也隨之增大大.因此，該減速傳動(dòng)裝置不采用帶傳動(dòng)而是直接用聯(lián)軸器將電機(jī)軸與齒輪軸相連,因有輕微振動(dòng),所以選用彈性聯(lián)軸器與電機(jī)相連.兩級展開式圓柱齒輪減速器的特點(diǎn)及應(yīng)用：構(gòu)造簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可局部地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。 兩級同軸式圓柱齒輪減速:  特點(diǎn)及應(yīng)用：減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致一樣。但軸向尺寸大和重量較大，且中間軸較長、剛度

4、差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。從性能和尺寸以及經(jīng)濟(jì)性上考慮選擇兩級展開式圓柱齒輪減速.且采用直齒圓柱齒輪。卷筒和輸出軸直接通過聯(lián)軸器相連,這樣可以減少能量的損耗.三 電動(dòng)機(jī)的選擇，傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算（一） 電動(dòng)機(jī)的選擇1.確定電動(dòng)機(jī)類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。2.確定電動(dòng)機(jī)的容量1工作機(jī)卷筒上計(jì)算功率PwPw = Fv/1000 =4100 * 0.75/1000 =3.075kw(2)電動(dòng)機(jī)所需的輸出功率為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)的所需的工作功率Pd，先要確定從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間的總功率總。設(shè)1、2、3，分別為滾動(dòng)軸承、彈性聯(lián)軸器，閉式

5、齒輪傳動(dòng)設(shè)齒輪精度為7級的傳動(dòng)效率，由1表1 P7及P12可查得1 = 0.99，2 = 0.99，3 = 0.97，則傳動(dòng)裝置的總效率為總=132232= 0.993* 0.982* 0.992 =0.89482.8/0.877=3.437kw3.選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由1表1推薦的傳動(dòng)副傳動(dòng)比合理圍 聯(lián)軸器傳動(dòng) i聯(lián)=1 兩級減速器傳動(dòng) i減=840則傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的合理圍為 i總= i聯(lián)×i齒1×i齒2 i總=1×840=840又卷筒的工作轉(zhuǎn)速為nw=60*1000*0.75/3.14*27552.087r/minnd=i總×nw=840×nw

6、=8nw40nw=416.6962083.48r/min根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查1 P145 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)，符合這一圍的常用同步加速有750、1000、1500。選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，選定電動(dòng)機(jī)型號為Y132M1-6。二傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比確實(shí)定及各級傳動(dòng)比的分配1.傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 i總= nm / nw=960/52.08718.4式中nm-電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 nw-工作機(jī)的轉(zhuǎn)速2.分配傳動(dòng)裝置各級傳動(dòng)比i總=i1×i2分配傳動(dòng)比時(shí)，對于展開式二級圓柱齒輪減速器，主要考慮滿足浸油潤滑的要求，由1P17 圖12可查得i1=5.3減速器的總傳動(dòng)比為18.4

7、.所以低速級傳動(dòng)比為3.47三運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 1.各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算n0= nm =960r/minn= nm / i聯(lián)=960r/minn= n/ i1=960/5.3=181.13 r/minn= n/i齒2=181.12/3.47=52.199r/min2.各軸輸入功率P= Pd01= 3.437*0.99=3.369kwP= P12 =3.369*0.97*0.99=3.235kwP= P23 =3.235*0.97*0.99=3.107kw3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T0 = 9550Pd/n0 =9550*3.437/960=34.2T = 9550P/n=9550*3.369/960=33

8、.86T = 9550P/n = 9550*3.235/181.13=172.33T = 9550P/n = 9550*3.107/52.199=574.25表1 傳動(dòng)裝置各軸運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)表 工程軸號功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳動(dòng)比 0軸3.43796034.21軸3.36996033.865.3軸3.235181.13172.333.47軸3.10752.19574.25四 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1 高速級齒輪傳動(dòng)的校驗(yàn)計(jì)算1齒輪的主要參數(shù)和幾何尺寸 模數(shù)m=2，齒數(shù)Z1=23，Z2=122; 分度圓直徑 d1=46,d2=244; 中心距 a=145; 齒寬b1=50,b2=45;齒數(shù)比 u=5.3;

9、 z1齒寬與齒高之比 b/h=50/(2.25×m)=11.1 圓周速度=2.31m/s(2) 齒輪的材料和硬度小齒輪材料為40cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS 大齒輪材料為45調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS3許用應(yīng)力由2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限600MPa,大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限550MPa 由2式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=60×960×1×2×8×300×5=1.382×109=0.261×109 根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，由2圖10-19選取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1

10、 = 0.90KHN2 =1，取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1，由2式10-12得接觸疲勞許用應(yīng)力：H1= =0.90×600/1=540MPaH2= =1×550/1=550 MPa 由2圖10-20C得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限500MPa，380MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.85，0.89，取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4，由式10-12得彎曲疲勞許用應(yīng)力為： F1= 0.85*500/1.4=303.57MPaF2= 0.89*380/1.4=241.57MPa4小齒輪轉(zhuǎn)矩 由上文知，小齒輪轉(zhuǎn)矩 T1=33.86 N.m5載荷系數(shù) 由圓周速度V=2.31m/s,齒

11、輪精度等級為7級，查2圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1,因?yàn)槭侵饼X輪，所以由P193表10-3查得1，由表10-2查得使用系數(shù)，根據(jù)b/h=11.1，由表P194查得KH=1.423，由此再根據(jù)圖10-13，得KF=1.35，故總的載荷系數(shù):K=KAKVKHKH=1×1×1×1.423=1.423K=KAKVKFKF=1×1×1×1.35=1.35(6)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 由2式10-8a接觸疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算公式式中 Ft=2T1/d1d=b/d1 ；又由P198表10-6查出彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa1/27齒根彎曲疲勞強(qiáng)

12、度計(jì)算 由式5a得根據(jù)2 P197 表10-5查出齒形系數(shù) YFa1=2.65，YFa2=2.25應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.58，YSa2=1.81，由此計(jì)算出 ， 因大齒輪更平安，故校核小齒輪即可。校核結(jié)果是齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度裕度較大，但因是傳動(dòng)齒輪，模數(shù)不能再取小，故維持原設(shè)計(jì)結(jié)果不變。2 低速級齒輪傳動(dòng)的校核計(jì)算(注：此處計(jì)算因書寫習(xí)慣均以符號Z1代替Z3，Z2代替Z4)1齒輪的主要參數(shù)和幾何尺寸 模數(shù)m=2.5，齒數(shù)Z1=37，Z2=129; 分度圓直徑 d1=92.5,d2=322.5; 中心距 a=207.5; 齒寬b1=100,b2=95; 齒數(shù)比 u=3.14; Z1齒寬與齒高

13、之比 b/h=100/(2.25×m)=17.78 圓周速度 =0.877m/s(2) 齒輪的材料和硬度小齒輪材料為40cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS 大齒輪材料為45調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS3許用應(yīng)力由2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限600MPa,大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限550MPa 由2式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=60×181.13×1×2×8×300×5=0.262×109=0.076×109 根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，由2圖10-19選取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1

14、= 1.01KHN2 =1.07，取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1，由2式10-12得接觸疲勞許用應(yīng)力：H1= =1.01×600/1=606MPaH2= =1.07×550/1=588.5 MPa 由2圖10-20C得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限500MPa，380MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.89，0.92，取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4，由式10-12得彎曲疲勞許用應(yīng)力為： F1= 0.89*500/1.4=317.86MPaF2= 0.92*380/1.4=249.71MPa4小齒輪轉(zhuǎn)矩 由上文知，小齒輪轉(zhuǎn)矩 T=172.33 N.m5載荷系數(shù) 由圓周速度V=0.

15、877m/s,齒輪精度等級為7級，查2圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1,因?yàn)槭侵饼X輪，所以由P193表10-3查得1，由表10-2查得使用系數(shù)，根據(jù)b/h=17.78，由表P194查得KH=1.425，由此再根據(jù)圖10-13，得KF=1.45，故總的載荷系數(shù):K=KAKVKHKH=1×1×1×1.425=1.425K=KAKVKFKF=1×1×1×1.45=1.45(6)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 由2式10-8a接觸疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算公式式中 Ft=2T1/d1d=b/d1 ；又由P198表10-6查出彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa1/

16、27齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 由式5a得根據(jù)2 P197 表10-5查出齒形系數(shù) YFa1=2.52，YFa2=2.175應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.625，YSa2=1.793，由此計(jì)算出 ， 因大齒輪更平安，故校核小齒輪即可。校核結(jié)果是齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度裕度較大，但因是傳動(dòng)齒輪，模數(shù)不能再取小，故維持原設(shè)計(jì)結(jié)果不變。五 軸的計(jì)算因軸強(qiáng)度的校核方法完全一樣，故在此僅對低速級輸出軸進(jìn)展強(qiáng)度的校核計(jì)算，其余兩軸僅給出構(gòu)造簡圖。1高速軸構(gòu)造如圖1所示，因小齒輪較小，而軸徑又足夠大，故將小齒輪直接在軸上加工，將高速軸做成了齒輪軸 圖12 中間軸構(gòu)造如圖2所示圖23 低速軸構(gòu)造如圖3所示圖3將低速軸進(jìn)展簡化

17、，并標(biāo)出軸的跨度和齒輪在軸上的位置及軸的受力情況，畫出如圖4所示力學(xué)模型 圖4按彎扭合成強(qiáng)度校核軸徑齒輪上圓周力 FT 2T3d574.25×1000×2322.53561.24N徑向力 FrFttan3561.2×tan201296.17N 支點(diǎn)與齒輪間距離 L1=128.5 L2=741作垂直面的受力分析及彎矩圖 支點(diǎn)反力為FVAL2FrL1L21296.17×74128.574473.66 N FVcL1FrL1L21296.17×128.5128.574822.5 NB-B截面的彎矩 MVB左FVA×L1473.66×

18、; MVB右FVC×L2822.5×7460865N.mm(2)作水平面的受力分析和彎矩圖支點(diǎn)反力為FHAL2FTL1L23561.24×74128.5741301.39N FHcL1FTL1L23561.24×128.5128.5742259.85N B-B截面的彎矩 MHB左FHA×L11301.39×128.5167228.615 N.mm MHB右FHC×L22259.85×74167228.9 N.mm(3) 合彎矩 Me左MHB左2MVB左2 12167228.615260865.31212177960

19、.66 N.mmMe右MHB右2MVB右2 12167228.9260865212(4)作轉(zhuǎn)矩圖。 T3574250N.mm5求當(dāng)量彎矩。取修正系數(shù)0.6MeM2T212177960.8220.6×574250212387794.73 N.mm校核危險(xiǎn)截面強(qiáng)度。eBMeW387794.730.1·58319.875MPa查2表15-1得=60mpa得知 滿足<1b 60MPa的條件 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的余量,是平安的。六 軸承的選擇和校核1軸承的選擇根據(jù)各軸的軸徑，在依據(jù)盡可能少的選擇不同尺寸的標(biāo)準(zhǔn)件的原則，所以，每根軸所用軸承一樣，三根軸的類型，系列一

20、樣。由1 P121軸承表可得高速軸所選軸承為6207，中間軸所選軸承為6206，低速軸所選軸承為62112 選取一對軸承，進(jìn)展壽命計(jì)算，校核其是否符合工作要求1根據(jù)滾動(dòng)軸承代號6211，查出根本額定動(dòng)載荷和根本額定靜載荷Cr=43.2KN Cor=29.2KN2畫出軸的受力簡圖。求出軸承徑向支反力、a垂直平面支反力、= FVA=473.66N= FVc=822.5Nb水平面支反力、=FHA=1301.39N= FHC=2259.85Nc合成支反力、=N=2404.88N3計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷、由于Fa=0查2表13-5 ：*11,Y10，*21,Y20查2表13-6取載荷系數(shù) 1.1P1=1.

21、1×1384.9=1523.39NP21.1×2404.88=2645.368N4校核所選軸承由于兩支承用一樣的軸承，故按當(dāng)量動(dòng)載荷較大的軸承P2計(jì)算，查2表13-6取載荷系數(shù) 1 ，查2表13-4取溫度系數(shù) 1 ，計(jì)算軸承工作壽命：=1390527.3h預(yù)期工作壽命L=2×8×300×5=24000h顯然，軸承壽命遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于設(shè)計(jì)要求壽命。結(jié)論：所選的軸承滿足壽命要求。七 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸徑及構(gòu)造需要，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，具體選擇情況如下：型號公稱扭矩N·m許用轉(zhuǎn)速rmin軸徑mm軸孔長度mmDmmLH363050003060160L

22、H4125040004584195八 鍵聯(lián)接的選擇和校核1 鍵的選擇因無構(gòu)造性能上的特殊要求，應(yīng)選用普通圓頭平鍵。根據(jù)軸徑大小與輪轂長度，查1 表6-1 P117，得高速軸上與聯(lián)軸器相連平鍵b×h=8×7，L=56; 中間軸上與Z2相連平鍵b×h=10×8，L=40；與Z3相連平鍵b×h=10×8，L=90低速軸上與聯(lián)軸器相連平鍵 b×h=14×9，L=80; 與齒輪相連平鍵b×h=18×11，L=90 2鍵的校核同前面零件的強(qiáng)度計(jì)算一樣，只選取低速軸上平鍵進(jìn)展校核。因?yàn)槭瞧胀ㄆ芥I的靜連接，因此

23、只按工作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)展強(qiáng)度校核計(jì)算。前面算得大齒輪寬度 95 ,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長L=90mm 。(查1表6-1)。 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查表6-2得許用擠壓應(yīng)力p=100120Mpa,取p=100Mpa.鍵的工作長度 =Lb=90-18=72mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm由式6-1得=50Mpa <p=100Mpa.所以所選用的平鍵強(qiáng)度足夠。九 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇一傳動(dòng)零件的潤滑1齒輪傳動(dòng)潤滑因?yàn)辇X輪圓周速度，應(yīng)選擇浸油潤滑。由于低速級周向速度低，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為30mm。2滾動(dòng)軸承的潤

24、滑減速器采用滾動(dòng)軸承，所以軸承的潤滑方法可以根據(jù)齒輪的圓周速度來選擇：圓周速度在2ms3ms以上時(shí)，可以采用飛濺潤滑。把飛濺到箱蓋上的油，聚集到箱體剖分面上的油溝中，然后流進(jìn)軸承進(jìn)展?jié)櫥ｏw濺潤滑最簡單，在減速器中應(yīng)用最廣。這時(shí)，箱的潤滑油粘度完全由齒輪傳動(dòng)決定。圓周速度在2m/s3m/s以下時(shí)，由于飛濺的油量不能滿足軸承的需要，所以最好采用刮油潤滑，或根據(jù)軸承轉(zhuǎn)動(dòng)座圈速度的大小選用脂潤滑或滴油潤滑。利用刮板刮下齒輪或蝸輪端面的油，并導(dǎo)入油溝和流入軸承進(jìn)展?jié)櫥姆椒ǚQ為刮油潤滑。3 潤滑油的選擇根據(jù)1P131 常用潤滑油類型表 查得，齒輪選用普通工業(yè)齒輪油，標(biāo)準(zhǔn)號SH0357-91(二)減速器

25、密封1.軸端密封選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，外伸軸采用透蓋加氈圈油封，無外伸軸采用悶蓋。高速軸：與之組合的軸的直徑是34mm，查1表15-8P143，選d=32mm氈圈油封中間軸：無需密封圈低速軸：與之配合的軸的直徑是50mm，查2表15-8P143，選d=49mm 選氈圈油封2.箱體結(jié)合面的密封可采用密封膠或水玻璃在結(jié)合面進(jìn)展密封。十 減速器箱體設(shè)計(jì)及的選擇和說明一箱體主要設(shè)計(jì)尺寸名稱計(jì)算依據(jù)計(jì)算過程計(jì)算結(jié)果箱座壁厚0.025*207.5+36.0758箱蓋壁厚×8=0.8*8=6.48箱座凸緣厚度1.5×812箱蓋凸緣厚度1.5×812箱座底凸緣厚度2.5

26、5;820地腳螺栓直徑0.036a+120.036*207.5+12=19.4720地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑0.75×20=1516箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑0.5*20=1010聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150200160軸承端蓋螺釘直徑(0.4-0.5)df0.4*20=88定位銷直徑0.70.8×108、至外箱壁距離查1 p27表4262216、至凸緣邊緣距離查1 p27表42414軸承旁凸臺(tái)半徑R1=C220凸臺(tái)高度作圖得到47外機(jī)壁至軸承座端面距離22+20+850大齒輪頂圓與箱壁距離1.2×8=9.610齒輪端面與箱壁距離101510箱蓋、箱座筋厚、0.85×877二附屬零件設(shè)計(jì)1窺視孔和窺視孔蓋其構(gòu)造見1 p134其尺寸選擇為：2.通氣塞和通氣器通氣器構(gòu)造見【1】p135，選用提手式通氣器3.油標(biāo)、油尺由于桿式油標(biāo)構(gòu)造簡單，應(yīng)用廣泛，選擇桿式油標(biāo)尺，其構(gòu)造見1 p133其尺寸選擇為:M124.放油螺塞其構(gòu)造見【1】p